Государственный комитет Российской Федерации по высшему образованию
Ульяновский государственный технический университет
Кафедра: «Металлорежущие станки и инструменты»
к курсовой работе
Тема: «Проект коробки скоростей вертикально-сверлильного станка»
Разработал:
студент гр. ТИМд 41
Вериялов А.М.
Руководитель проекта:
Антонец И.В.
Ульяновск 1999
Содержание
Универсальный вертикально-сверлильный станок модели 2А135.
Назначение и область применения.
Станок 2А135 предназначен для работы в ремонтных, инструментальных и производственных цехах с мелкосерийным выпуском продукции. Будучи снабжен приспособлениями, он может применяться также в массовом производстве. Станок рассчитан на условный диаметр сверления отверстия 35 мм, допускает усилие подачи 1600 кг, крутящий момент 4000.
Наличие на станке девятискоростной коробки скоростей и одинацатискоростной коробки подач полностью обеспечивает выбор нормальных режимов резания при сверлении, рассверливании, зенкеровании, частично развертыванию, а также при наличии электрореверса при нарезании резьбы. Жесткость конструкции, прочность рабочих механизмов и мощность привода позволяют использовать режущий инструмент, оснащенный твердым сплавом.
Основные технические данные и характеристики.
Условный диаметр сверления, мм | 35 |
Наибольшее допустимое усилие подачи, кг | 1600 |
Допустимый крутящий момент Мкр на шпинделе, кг*см | 4000 |
Мощность электродвигателя, кВт | 4,5 |
Число оборотов электродвигателя в минуту | 2870 |
Конус – Морзе №4 | |
Вылет шпинделя, мм | 300 |
Наибольшая глубина сверления при автоматической подаче, мм | 225 |
Наибольшее вертикальное перемещение салазок шпинделя, мм | 200 |
Число скоростей шпинделя | 9 |
Пределы чисел оборотов шпинделя в минуту | 68-1100 |
Число подач шпинделя | 11 |
Пределы подач, мм/об | 0,115-1,6 |
Электрический реверс ручной и автоматический | |
Наибольшее вертикальное перемещение стола, мм | 325 |
Рабочая поверхность стола, мм | 450*500 |
Наибольшее и наименьшее расстояние от торца шпинделя, мм: | |
до стола | 0-750 |
до фундаментальной плиты | 705-1130 |
Охлаждается от электронасоса производительностью, л/мин | 22 |
Габарит станка, мм 1240*810*2563 | |
Вес станка, кг | 1415 |
шпиндель коробка скорость вал подшипник
- число частот вращения шпинделя | z=18 |
- коэффициент геометрической прогрессии | и |
- минимальная частота вращения шпинделя | nmin=25 об/мин |
- частота вращения вала электродвигателя | nЭ.Д. = 1500 об/мин |
- мощность электродвигателя | N=5 кВт |
- ресурс станка | Т = 16000 ч |
Из структурной формулы z=3*3*2 видно, что число валов в коробке скоростей 5 (число сомножителей плюс один и плюс вал электродвигателя).
Для построения графика на одинаковом расстоянии друг от друга проводим вертикальные линии, число которых равно числу валов в приводе.
На расстоянии равном lgj проводим горизонтальные линии, число которых равно числу частот вращения шпинделя плюс 2-5.
При построении графика следует учесть, что передаточные отношения понижающих передач не должны быть меньше ј, а повышающих не более 2.
– данное отношение с достаточной точностью выполняется ременной передачей со шкивами Æ140 и Æ200 мм.
Принимаем число зубьев шестерен zШ = 21
;
;
;
;
;
;
;
;
Принимаем ;
;
;
;
;
;
;
;
;
Принимаем ;
;
;
;
;
;
Таблица 1.1
| i1 | i2 | i3 | i4 | i5 | i6 | i7 | i8 | i9 |
zШ/zK | 80/150 | 21/67 | 25/63 | 29/59 | 23/73 | 37/59 | 53/43 | 24/76 | 47/53 |
Sz | - | 88 | 96 | 100 |
Рис. 1.1 – График частот вращения шпинделя
Dn=±10(j-1)%= ±10(1,26-1)=2,6%
Действительные частоты вращения шпинделя nД находим из уравнений кинематического баланса. Результаты расчета представлены в табл. 1.2.
Таблица 1.2 – Результаты проверки отклонения действительных частот
вращения шпинделя от заданных геометрическим рядом
№ Ступени | Уравнение кинематического баланса | Действительное значение частот вращения nд; об/мин | Частота вращения по геометрическому ряду nГ.Р., об/мин | Отклонения частот вращения
|
I |
| 24,9 | 25 | -0,4 |
II |
| 31,6 | 31,5 | 0,4 |
III |
| 39,1 | 40 | -2,25 |
IV |
| 49,7 | 50 | -0,6 |
V |
| 62,9 | 63 | -0,4 |
VI |
| 70,5 | 71,5 | -1,4 |
VII |
| 78 | 80 | -2 |
VIII |
| 88,7 | 90 | -1,4 |
IX |
| 97,6 | 100 | -2,4 |
X |
| 109,9 | 112,5 | -2,31 |
XI |
| 123,6 | 125 | -1,12 |
XII |
| 139,5 | 142,5 | -2,1 |
XIII |
| 156,1 | 160 | -2,4 |
XIV |
| 176,6 | 180 | -1,9 |
XV |
| 275,2 | 282,5 | -2,6 |
XVI |
| 348,1 | 357,5 | -2,5 |
Проверка показала, что отклонения всех действительных частот вращения шпинделя от частот геометрического ряда находятся в пределах допустимого.
Рис. 2.1 – Кинематическая схема коробки скоростей
;
где nmin и nmax – соответственно минимальная и максимальная частоты вращения шпинделя по геометрическому ряду.
об/мин; принимаем np=63 об/мин
Мощность на валах коробки скоростей определяется по формуле:
где NЭ.Д. – мощность электродвигателя;
h1 – КПД пары подшипников качения (h1=0,99);
h2 – КПД пары прямозубых цилиндрических колёс (h2=0,97),
кВт;
кВт;
кВт;
кВт;
кВт.
Крутящие моменты на валах:
Н*м;
Н*м;
Н*м;
Н*м;
Н*м.
Результаты расчета сведены в табл. 3.1.
№ вала | Частота вращения n, об/мин | Передаваемая мощность Ni, кВт | Передаваемый крутящий момент Т2, Н*м |
I | 1500 | 5,0 | 32,14 |
II | 800 | 4,61 | 57,87 |
III | 315 | 4,43 | 140,04 |
IV | 200 | 4,25 | 215 |
V | 63 | 4,08 | 653,8 |
Модуль определяется по формуле:
;
где аw – межосевое расстояние;
åz – суммарное число зубьев проектируемой передачи.
Полученные значения модуля округляются до стандартных значений.
В данном курсовом проекте модули рассчитываются на ЭВМ. Исходные данные для расчета модулей приведены в табл. 4.1.
По результатам расчета модулей на ЭВМ (см. приложение 1) выбираем модули из стандартного ряда.
Исходные данные | Обозначения и размерность | Расчетные формулы | Указания по выбору | Числовые величины |
1 | 2 | 3 | 4 | 5 |
Степень точности зубчатых передач | ГОСТ 1643-81 | 7 | ||
Марка стали и термообработка | 1) 40Х – зак-ка с нагревом 2) 12ХН3А – цем. с закалкой 3) 40ХФА – азотация | |||
Мощность на валах | кВт | NII=4.61 NIII=4.43 NIV=4.25 NV=4.08 | ||
Число зубьев шестерни (зубчатое колесо с меньшим количеством зубьев) | Z | VI=25 XII=37 XVI=24 | ||
Расчетная частота вращения вала (шестерни) | n, об/мин | nI=800 nI=315 nI=200 nI=63 | ||
Передаточное число зубчатой пары | i | i3=63/25=2,52 i6=59/37=1,59 i7=76/24=3,16 | ||
Отношение ширины зубчатого венца к модулю | yВ | yВ=b/m | yВ=7¼14 | 10 |
Коэффициенты: - Перегрузки - Динамичности - Неравномерности распределенной нагрузки - формы зуба | кП кД YH | 1,2 1)1,1 2)1,0 3)1,05 0,44 | ||
Общая продолжительность работы механизма | Тм, ч | 16000 | ||
Суммарное число циклов нагружения зуба за Тм | NC | NC=60n Тм | 7,68*108 3,02*108 1,92*108 6,05*107 | |
Коэффициент переменности режима нагрузок | Kи реж | 0,8 | ||
Длительный предел выносливости зуба при работе на изгиб | sи пр, Мпа | Для 3-х сталей | 1-240 2-460 3-300 | |
Допускаемое напряжение на изгиб | [sи ], Мпа | [sи ]= sи пр* Kи реж | Для 3-х сталей | 1-192 2-368 3-240 |
Делительный предел контактной выносливости | sкд, Мпа | Для 3-х сталей | 1-950 2-1200 3-1050 | |
Допускаемое напряжение при расчете на контактную прочность | [sк ], Мпа | [sк ]= sкд* Kи реж | Для 3-х сталей | 1-760 2-960 3-840 |
Коэффициент переменности режима нагрузок | Кк реж | 0,8 |
Диаметр вала рассчитывается по формуле:
;
где с = 1,3…1,5;
Ni – мощность на рассчитываемом валу;
ni – частота вращения рассчитываемого вала.
В данном курсовом проекте расчет диаметров валов производится на ЭВМ.
Исходные данные для расчета в даны в табл. 5.1.
По результатам расчета диаметров валов на ЭВМ принимаем следующие значения:
- для первого вала d = 25 мм;
- для второго вала d = 25 мм;
- для третьего вала d = 35 мм;
- для четвертого вала d = 45 мм;
- для пятого вала диаметр берем с базового варианта d = 70 мм.
Рис. 5.1 – Общая расчетная схема
Рис. 5.2 – Расчетная схема нагружения II-го вала
Рис. 5.3 – Расчетная схема нагружения III-го вала
Рис. 5.4 – Расчетная схема нагружения IV-го вала
Исходные данные и определяемые величины | Обозначение и размерность | Числовые величины | ||||
1 | 2 | 3 | ||||
Крутящий момент на рассчитываемом валу | Т, Н*см | Т2=5787; Т3=14004; Т4=21200; Т5=65380 | ||||
Допускаемое напряжение на изгиб | [sи], МПа | [s2]=75; [s3]=75; [s4]=74; [s5]=70. | ||||
Начальные диаметры колес | D, см | D0=107; D1=5,0; D2=107; D3=107. | ||||
D0=12,6; D1=11,1; D2=107; D3=107. | ||||||
D0=7,2; D1=17,7; D2=107; D3=107. | ||||||
Расстояния по расчетным схемам (рис. 5.1; рис. 5.2; рис. 5.3; рис. 5.4) | g | l0 | l1 | l2 | l3 | |
II | 19,6 | 0 | 2,5 | 27,6 | 0 | |
III | 42,0 | 19,9 | 2,75 | 0 | 0 | |
IV | 42,0 | 13,3 | 2,75 | 0 | 0 | |
V | 42,0 | 13,3 | 0 | 0 | - | |
Углы действия |
рад | j0=j2=j3=0; j1=1,57; y0=y2=y3=1,57; y1=3,14. | ||||
j2=j3=0; j0=1,57; j1=2,21; y2=y3=1,57; y0=3,14; y1=3,78. | ||||||
j2=j3=0; j0=1,16; j1=2,21; y2=y3=1,57; y0=5,89; y1=0,93. |
В приложении представлены распечатки вводы исходных данных и результаты расчета диаметра валов.
Выбор подшипников качения ведется по динамической грузоподъемности С, определяемой по формуле:
;
где L – число оборотов за расчетный срок службы подшипников;
Р – расчетная нагрузка подшипника, Н;
С – динамическая грузоподъемность подшипника;
a – коэффициент (для подшипников a=3).
Расчетный срок службы подшипника в часах выражается зависимостью:
;
Расчетную нагрузку подшипника определяют по формуле:
;
где Fr – радиальная нагрузка, Н;
Fa – осевая нагрузка, Н;
x – коэффициент радиальной нагрузки;
y – коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца v=1, при вращении наружного кольца v=1,2);
kr – коэффициент безопасности (для токарных станков kr=1…1,2);
kT – безразмерный температурный коэффициент.
В коробках скоростей обычно используют прямозубые колеса, поэтому формула для определения расчетной нагрузки, без учета осевых сил примет вид:
;
величина радиальной нагрузки подсчитывается по формуле:
;
где , - наибольшие по величине опорные реакции, определяемые при расчете вала.
Проведем подбор подшипников для II вала. Из распечатки расчета вала выписываем наибольшие опорные реакции G(0)=979,813 H, B1(0)=690,197 и определяем
Н;
для определения расчетной нагрузки принимаем v=1, kT=1,05, ks=1,3, тогда:
Н;
определяем L, при известной частоте вращения n=800 об/мин (см. табл. 2.1) и задавшись Ln=16000 ч:
млн. оборотов.
Динамическая грузоподъемность:
Н.
Результаты расчета всех валов сведены в табл. 6.1.
№ вала | G(0), H | B1(0), H | Fr, H | P, H | L, млн. об. | C, H |
II | 979,813 | 690,197 | 1198,50 | 1635,95 | 768 | 14981,56 |
III | 528,586 | 1150,644 | 1266,25 | 1728,43 | 302,4 | 11601,45 |
IV | 1311,036 | 1621,642 | 2085,31 | 2846,45 | 192 | 16421,16 |
По расчетному значению С и принятым по приложению 2 диаметрам валов: dII=20 мм; dIII=35 мм; dIV=45 мм, выбираем по каталогу /3/ подшипники: №205 (С=14000); №107 (С=15900); №109 (С=21200).
По каталогу /3/ производим выбор геометрических характеристик шлицевых валов. Номинальные размеры для II-го вала 6*23*28; для III-го вала 8*32*38, для IV-го вала 8*42*48. Затем производим проверочный расчет шлицевых соединений по напряжению смятия.
,
где z – число зубьев шлица;
D – наружный диаметр;
d – внутренний диаметр шлицевого соединения;
r – радиус при вершине шлицевого соединения;
l – длина шлицевого соединения;
Мкр – момент передаваемый шлицевым соединением;
[sсм] – предельное допускаемое напряжение на смятие; (для нормализованной Стали 45 [sсм]=150 МПа).
Для II-го вала:
;
Для III-го вала:
;
Для IV-го вала:
.
Выбранные нами шлицевые соединения проходят проверочный расчет по напряжению смятия.
По каталогу /3/ для выбранных нами диаметров валов определяем геометрические характеристики шпоночного соединения. Длину шпонки выбираем из нормального ряда с таким расчетом, чтобы она была на 5…10 мм короче ступицы закрепляемой детали.
Проверяем шпоночное соединение на смятие по формуле:
;
где lp – длина шпонки;
к – рабочая глубина в ступице.
Для V-го вала:
.
Шпоночные соединения удовлетворяют проверочному расчету по напряжению смятия.
1. Киреев Г.И. Комплексный расчет коробок скоростей металлорежущих станков на ЕС-ЭВМ: указания по курсовому и дипломному проектированию для студентов специальности 0501. Часть I. – Ульяновск: УлПИ, 1984. – 43 с.
2. Шестернинов А.В., Горшков Г.М., Филиппов Д.Ю. Расчет приводов подач металлорежущих станков. Методические указания по курсовому и дипломному проектированию для студентов специальности 1201. – Ульяновск: УлПИ, 1992. – 48 с.
3. Дунаев П.Ф., Лешков О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для техн. спец. Вузов. – 5-е изд., перераб. и доп. – М: Высш. шк., 1998. – 447 с.